汽車電調轉向管柱潰縮仿真研究

摘 要：隨著智能駕駛技術的飛速發展，新能源汽車對智能座艙配置的需求持續增長，電調管柱將滿足消費者對個性化、智能化駕駛體驗的渴望。電調管柱的潰縮機構是在防止駕駛員受傷的關鍵部件，其潰縮吸能力及強度問題一直是管柱設計階段最為重要的問題之一，文章針對電調管柱在初始設計階段的靜態潰縮力性能及動態潰縮實驗中的潛在強度問題進行分析。利用ABAQUS軟件進行有限元仿真，并進行相關實驗進行驗證，對后續電調管柱的潰縮力性能及強度分析有一定的指導意義。

關鍵詞：電調管柱 有限元仿真 靜態潰縮 動態潰縮

1 緒論

智能座艙、智能駕駛伴隨著汽車電動化的浪潮不斷發展，電調管柱是一種汽車轉向系統的創新設計，通過控制器對方向盤進行角向和軸向的調整，可以提高駕駛者的駕駛舒適性和操作便捷性。電調管柱最顯著的特點是可以根據駕駛員的個人喜好和需求，一鍵操作自動調整方向盤的角度和高度。汽車安全是當前汽車工業可持續發展的三大主題之一，在汽車的生產研發過程中，其主被動安全顯得尤為重要。據最新交通事故統計資料和汽車碰撞試驗的研究結果表明：當汽車發生正面碰撞時，汽車轉向機構是導致駕駛員受傷的主要部件之一[1]。轉向管柱的潰縮機構是防止駕駛員受傷的關鍵部件，在汽車碰撞過程中，該潰縮機構既要保證轉向管柱的潰縮性能，又要保證管柱不能出現損傷繼而影響車輛的后續駕駛[2]。本文針對某款電調管柱的潰縮機理進行分析，并通過建立其仿真計算模型分析其潰縮性能及強度。通過仿真分析對電調管柱模型進行優化調整，使得汽車發生碰撞潰縮后，電調管柱在保證優異潰縮性能的同時不會出現斷裂失效，使汽車能保持駕駛功能。這對于今后提高電調管柱的強度性能、保證汽車駕駛功能具有重要意義。

2 管柱潰縮性能介紹

本文汽車轉向系統電動調節管柱（下文統稱電調管柱）為分析對象，如圖1所示，該款電動調節管柱利用四向調節機構，可實現四個方向的位置調節。其作為汽車轉向系統的重要組成部分，不僅有效節省駕駛空間，還能夠確保方向盤處在人機交互的最優位置，提高駕駛舒適性。該款電調管柱電機、下柱管以及連接支架等部件采用鋁材料，質量較輕，結構緊湊，具有較好的力學性能。在初始設計階段，就要充分考量轉向管柱的潰縮性能，當汽車出現劇烈碰撞時，管柱首先要進行潰縮吸能，避免對駕駛員造成二次傷害，與此同時，要在此基礎上提升其強度性能，保證汽車在碰撞后仍具有正常的轉向功能。利用仿真手段在前期模擬實況，有效預估并解決產品初始設計階段存在的潛在問題，可以有效縮短后期試驗時長及產品開發周期。

電調管柱潰縮力主要由管柱摩擦力、鉚釘剪切力與吸能帶形變力共同控制，當管柱發生潰縮時，首先是上柱管帶動支架對鉚釘施加剪切力剪斷鉚釘，此時會達到潰縮峰值力，該力由管柱摩擦力與鉚釘剪切力共同作用。其中管柱摩擦力由軸向負載裝置控制：，其中是預緊力，是擰緊力系數，d是螺紋公稱直徑；為軸向負載個數；管柱摩擦力計算公式為，其中μ為柱管之間的摩擦系數。不同型號鉚釘的抗拉強度是已知的，鉚釘的剪切強度，而鉚釘剪切工況下承受的剪力為剪切面面積[3]。隨后潰縮力由管柱摩擦力與吸能帶形變力共同作用。

3 管柱動態潰縮強度分析

管柱的落錘動潰試驗是將管柱通過工裝夾具安裝在試驗臺架上，按客戶實驗要求調整管柱軸線與錘頭重物之間的角度，將40kg的重物從1m高度自由落下[4]。本文通過有限元分析方法研究該實驗條件下電調管柱的強度性能，使用hypermesh軟件建立電調管柱的仿真計算模型，對接觸區域以及可能出現的斷裂開裂區域的網格采用局部加密，其中落錘與管柱軸線按照試驗規范調整相應的角度，其整體仿真分析模型如圖2所示，其中圖2a）為動態潰縮開始前的仿真計算模型，圖2b）為動態潰縮過程中的仿真計算模型。

為了提升計算精度及效率，落錘動潰分析中蘑菇頭、半球形硅膠墊用一次四面體單元C3D4模擬，錘頭重物用六面體單元C3D8模擬，部分鈑金支架、螺栓等規則結構使用六面體實體單元（C3D8R）模擬，上柱管、轉向軸等鈑金殼體結構采用S4R模擬，而下柱管、支架等鑄造件采用四面體二次單元（C3D10M）模擬。半球形硅膠墊材料使用超彈性材料數據，強度重點關注部件采用塑性參數。

電調管柱的各部件之間通過connector及接觸進行連接，設置各個部件的接觸為通用接觸，摩擦系數為0.2。而管管摩擦系數定義為動靜摩擦系數。蘑菇頭通過coupling連接在管柱軸端。設置使用Abaqus Explicit模塊對管柱進行落錘動潰分析。整個潰縮過程分為兩步，第一步為螺栓打緊階段，第二步為落錘下落階段。為了減少計算量，錘頭與半球型硅膠墊的距離調整為40mm，動潰分析步時間為0.04s，錘頭速度設置為4427mm/s，加載過程加載速度曲線通過Amptitude幅值曲線控制，并設置質量縮放系數為1.5e-7，在球頭下方傳感器處設置探針輸出其載荷曲線。仿真完成后提取傳感器處載荷曲線，并采用自適應濾波函數對結果進行濾波，去除數據中的異常值，并與實驗得到的載荷曲線進行對標，并通過調整數模使仿真結果與實驗結果基本一致，如圖3所示。從圖3可以看出，在落錘下落過程中，潰縮峰值力可達到9500N。

如圖4所示為潰縮曲線達到峰值力時的應力計算結果云圖，從圖中可以看出在落錘下落過程中后旋轉螺栓左側位置Mises應力已經達到了244MPa，超過了材料的抗拉強度230MPa，故在潰縮峰值力下此處極有可能出現斷裂情況，而開槽位置并未表現出應力集中情況，且應力值較小，并未達到材料的抗拉強度，不存在開裂風險。根據仿真結果推測電調管柱出現開裂斷裂原因為下柱管在動態潰縮落錘砸下時后旋轉點左側位置首先達到材料的抗拉強度，產生裂紋并在拉應力的作用下迅速斷裂。隨后在支架的固定約束下，下柱管受力位置發生變化，其開槽位置處受到較大沖擊應力，該集中應力超過材料抗拉強度出現裂紋，隨后在扭力作用下裂紋拓展造成最終問題的產生，故本文只需避免后旋轉點處在動潰峰值力下其Mises應力超過抗拉強度即可解決該管柱的強度問題。

4 優化方案及結果

目前對于機械部件經常出現的失效問題，常規的解決方法有加厚加筋等增強結構強度措施、折彎放緩倒圓角等消除應力集中措施以及更換材料等增強材料強度措施。針對本文所產生的問題，由于后旋轉點位置材料厚度方向較薄僅為5mm且結構存在折彎導致其折彎處材料高度位置較非折彎處薄，故嘗試采取后旋轉點位置加厚、折彎處高度方向加高以及下柱管更換強度屬性更為優異的材料等措施嘗試解決問題。

方案1為后旋轉點處厚度方向加厚1mm，折彎處高度暫不變（此方案成本極低，模具無需大的修改），其潰縮到達峰值力時仿真云圖如圖5a）所示，從圖中可以看出后旋轉點左側位置Mises應力依舊達到了240MPa，超過材料的抗拉強度，下柱管存在斷裂風險。方案2采取后旋轉點處厚度方向加厚2mm，折彎處高度方向加高1.5mm，該結構在其動態潰縮到達峰值力時仿真云圖如圖5b）所示，從圖5b）中可以看出后旋轉點左側位置Mises應力已經降至171MPa，遠低于材料的抗拉強度，判定其無斷裂風險。方案3將下柱管材料更改為強度更高的鋁合金材料，計算結果如圖5c）所示，從圖中可以看出在潰縮峰值力下后旋轉點左側位置Mises應力為278MPa，低于鋁合金材料的抗拉強度320MPa，不存在斷裂風險，故更換材料也可解決斷裂問題。

考慮制造成本因素，更換材料會導致成本增加，本文優先采用方案2進行優化設計。考慮到對后旋轉位置加厚加高時，受到汽車護罩支架限位的影響，對應的后旋轉支架需要相應的減薄，故調取后旋轉支架在潰縮峰值力時的應力云圖，如圖6所示，從圖中可以看出支架在潰縮峰值力的作用下其Mises應力為143MPa，遠低于材料的抗拉強度，證明后旋轉支架無斷裂風險。綜上，該款電調管柱將采用方案2進行設計優化。

5 結論

本文通過對電調管柱在初始設計階段考慮到的斷裂問題進行分析，并通過金相分析及有限元仿真分析方法來評估該潛在問題造成的后果，并針對該問題采取不同的方案進行優化，成功規避該問題。后期采用方案2措施進行優化設計并進行實驗跟蹤未發現相關強度問題，證明該優化方案的合理性。本文采用的動態潰縮仿真方法成功規避了該問題，對今后轉向管柱的強度分析有一定的指導意義。

參考文獻：

[1]張金煥，杜匯良，馬春生.汽車碰撞性安全性設計[M].北京：清華大學出版社，2010：3-11.

[2]陳勵.四向可調轉向管柱靜態與動態潰縮試驗[J].科技創新與應用，2020.

[3]劉泓文，等.編.材料力學[M].北京：高等教育出版社，1998.

[4]全國汽車標準化技術委員會（SAC/TC114），汽車轉向操縱機構性能要求及試驗方法：QC/T649—2013[S].北京：中國計劃出版社，2013.